Thuyết minh Đồ án chi tiết máy tính toán và thiết kế hộp giảm tốc bánh trục vít – bánh vít

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠOTRƯỜNG ĐẠI HỌC NAM CẦN THƠ THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH TRỤC VÍT – BÁNH VÍT NGÀNH: CÔNG NGHỆ KỸ THUẬT ÔTÔ... Đề tài mà c

Tính chọn động cơ điện

1.1 Chọn kiểu loại động cơ

Chọn động cơ là bước đầu tiên quan trọng trong quá trình thiết kế và tính toán máy, vì động cơ và bộ giảm tốc hoạt động độc lập Việc lựa chọn đúng loại động cơ sẽ ảnh hưởng đáng kể đến thiết kế hộp giảm tốc cũng như hệ thống truyền động bên ngoài hộp.

Để chọn động cơ phù hợp, cần hiểu rõ đặc tính và phạm vi sử dụng của từng loại động cơ, đồng thời chú ý đến các yêu cầu cụ thể của thiết bị cần dẫn động Hai thông số quan trọng cần biết để lựa chọn động cơ là công suất và mô-men xoắn.

Thông số thứ nhất là P (công suất cần thiết trên trục động cơ)ct

Thông số thứ hai là n (số vòng quay sơ bộ trên động cơ)sb

Sau khi đã biết được cả 2 thông số Pct và nsb chúng ta tiến hành tra bảng sẽ tìm được động cơ phù hợp.

1.2 Chọn công suất động cơ (P ) ct Để biết được công suất cần thiết trên trục động cơ (P ) chúng ta cần biết côngct suất của bộ phận làm việc (P ) và công suất mất mát (P ) qua hệ thống chuyển độnglv mm

Với công suất của bộ phận làm việc ( P lv ) xác định bởi công thức:

1000 =1,375kW Trong đó F: lực kéo của băng tải hoặc xích tải

V: vận tốc của băng tải hoặc xích tải là hiệu xuất của hệ thống chuyển động,Ƞ

Với được tính là tích của hiệu suất thành phần.Ƞ Ƞ Ƞ = ol

Tra bảng trong sách hướng dẫn ta được: Ƞ=0,99 4 × 0,99 2 × 0,95× 0,9 0,8 = Vậy công suất cần thiết được tính:

Công suất của bộ phận làm việc P chỉ cần 1,375 kW, tuy nhiên, công suất động lực yêu cầu tối thiểu P phải là 5,1 kW Sự chênh lệch này là do mất mát năng lượng qua hệ thống chuyển động.

Công suất mất mát ( P mất ) được xác định bởi công thức:

Lưu ý : - Liệt kê đủ các hiệu suất thành phần.

-Phân tích kỹ điều kiện làm việc ban đầu của hệ thống chuyển động là điều kiện hở hay điều kiện kín

1.3 Chọn tốc độ đồng bộ động cơ (n ) sb Để xác định được số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ chúng ta phải biết số vòng quay trên trục làm việc (n ) được xác định bởi công thức:lv n sb =n lv u c (1) Trong đó: n : số vòng quay trên trục làm việclv

U : tỉ số chuyền chung của hệ.c

Số vòng quay làm việc được tính bằng số liệu đầu bài cho: n lv = 60000 v π D = 60000 ×1,25 π ×300 y,58(v /p ) Trong đó: v: là vận tốc băng tải

D: là đường kính tang băng tải Đối với tỉ số chuyền chung của hệ u được tính bằng tích của tỉ số của bộ truyềnc ngoài và tỉ số truyền của bộ truyền trong u c =u n u t

Theo tài liệu hướng dẫn nên chọn tỉ số chuyền như sau

{ u n(đai , xích) =(2 ÷4) ¿u t(brăng trụ , brăng côn) =(3÷ 5) ¿u t(trục vít , bánh vít) =(10 30 ÷ ) u c =u n u t = u đ u tv/bv =(2 ÷ 4) × (10 30 ÷ )=(20÷120) Vậy giải của vòng quay sơ bộ được thay vào công thức (1) n sb =n lv u c y,58 × (20÷ 120)=(1591 9548 ÷ )

1.4 Chọn đồng bộ thực tế:

Chúng ta đã xác định được công suất cần thiết trên trục động cơ P =2,2 kW vàct số vòng quay sơ bộ trên trục đồng cơ n 00 v/psb

Bảng P.13: sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập 1

( Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)/trang 236

Dựa vào bảng trên ta có thể chọn được động 4A112M4Y3

Các thông số động cơ bản của động cơ đã chọn:

Bảng P1.7: sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí Tập 1

( Trịnh Chất – Lê Văn Uyển)/trang 241 ¿>¿ Tổng hợp cơ bản về động cơ đã chọn:

Kiểu động cơ Công suất kW

Vận tốc quay vg/ph cos φ η %

1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện tải của động cơ đã chọn:

Khi khởi động máy, moment tải không được vượt quá moment khởi động của động cơ (T T maxqldc ,56m/s

Vậy động cơ đạt các yêu cầu làm việc.

Phân phối tỉ số truyền

2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Đường kính bánh răng đai trong bộ chuyền đai được tiêu chuẩn hóa, nhằm đảm bảo tỉ số truyền không sai lệch quá 4% Do đó, cần lựa chọn uđ theo dãy đường kính tiêu chuẩn.

2 ; 2,24 ; 2,5 ; 2,8 ; 3,15 ; 3,56 ; 4 ; 4,5 ; 5 Chọn tỉ số chuyền cho bộ chuyền ngoài: u đ =2,24

2.2 Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Tính toán các thông số trên các trục

3.1 Tính công suất trên các trục:

Công suất băng tải: Pbt=Plv=1,375 kW

Công suất trục công tác: P ct = P lv Ƞ ol × Ƞ đ

Công suất trục 3: P 3 = P ct Ƞ ol × Ƞ k

Công suất trục 2: P 2 = P 3 Ƞ ol × Ƞ tv bv / = 1,53

Công suất trục 1: P 1 = P 2 Ƞ đ × Ƞ ol = 1,72 0,95× 0,99 =1,83kW

Công suất trục động cơ: P dc = P 1 Ƞ k

- Ta có: P =1,8 kW < công suất động cơ đã chọn là 2,2 kW (đạt yêu cầu)dc

3.2 Tính số vòng quay trên các trục:

Kiểm tra sai số trục công tác: ∆ u= 79,75 79,58 −

79,75 × 100=0,2 % Sai số ¿4 % vậy thoả với điều kiện sai số cho phép

3.3 Tính mô men xoắn trên các trục

Moment xoắn theo các trục được tính theo công thức sau:

Với i: là nhãn dán cho các trục

1420 307 N mm -Moment xoắn trên trục 2:

634 %909N.mm -Moment xoắn trên trục 3:

-Moment xoắn trên trục công tác:

Trục Động cơ Trục động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục công tác

Tỷ số truyền-u Ud=2,24 Utv/bv=7,95 U =1k

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Thiết kế bộ truyền đai (hoặc xích)

Truyền động đai là phương pháp hiệu quả để truyền động giữa các trục nằm xa nhau Hệ thống bao gồm đai được mắc lên hai bánh, với một lực căng ban đầu F, tạo ra lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa đai và bánh đai Nhờ vào lực ma sát này, tải trọng có thể được truyền đi một cách hiệu quả.

Nhờ đai có độ dẻo, bộ truyền làm việc êm, không ổn, thích hợp với vận tốc lớn.

Chỉ tiêu về khả năng làm việc của truyền động đai là khả năng kéo và tuổi thọ của đai.

Thiết kế truyền động đai gồm các bước:

 Xác định các kích thước và thông số bộ truyền.

 Xác định các thông số của đai theo chỉ tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ.

 Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục.

Trong công nghiệp, có bốn loại đai dẹt phổ biến: đai da, đai vải cao su, đai vải bông và đai sợi tổng hợp Đai da có độ bền cao và chịu va đập tốt nhưng không phù hợp với môi trường ẩm ướt và axit, đồng thời giá thành cao Đai vải cao su, được làm từ nhiều lớp vải bông và cao su sunfua hóa, bền và dẻo, ít bị ảnh hưởng bởi độ ẩm và nhiệt độ, nên được sử dụng rộng rãi Đai sợi bông nhẹ và mềm, phù hợp với bánh đai nhỏ nhưng có khả năng tải và tuổi thọ thấp Đai sợi len có độ đàn hồi tốt, chịu được tải trọng va đập và ít bị ảnh hưởng bởi nhiệt độ và độ ẩm, nhưng khả năng tải không bằng các loại đai khác Các loại đai này được chế tạo thành cuộn dài với kích thước tiêu chuẩn hóa, và việc lựa chọn loại đai phù hợp phụ thuộc vào điều kiện làm việc cụ thể Hiện nay, đai vải cao su và đai sợi tổng hợp được ưa chuộng hơn cả.

Hình 1.2: bộ truyền đai dẹt

2.1.2 Chọn Vật liệu và bề dày dây đai: (bảng 4.1)

-Chọn dạng đai là đai dẹt với vật liêu đai là vải cao su

2.1.3 xác thông số của bộ truyền: Đường kính: d 1 =(1100÷ 1300) × 3 √ P n 1 1 = ( 1100 ÷1300 ) × √ 3 1420 2,2 = ( 127 ÷ 150 )

Trong đó: P – công suất trên trục bánh đai chủ động (kW);1 n1 – số vòng quay của bánh chủ động (v/ph);

T1 – mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏ (mm).

1600, 1800, 2000 và phải lớn hơn dmin ghi trong bảng 4.6.

Theo tiêu chuẩn ta chọn d 1 0

2.1.4 Xác định vận tốc đai:

60000 ,41 m/ s410 mm s / Đường kính bánh đai lớn: d 2 = d 1 × u

1−(0.01 0,02 ÷ ) =(317 320 ÷ ) mm với hệ số trượt ε = 0,01 ÷ 0,02.

Theo tiêu chuẩn ta chọn d220

Trị số d2 cần được xác định theo tiêu chuẩn Từ d1 và d2, cần tính lại tỉ số truyền thực tế của bộ truyền đai cùng với số vòng quay thực tế của bánh đai lớn Sai số về tỉ số truyền không được vượt quá 3-4%.

Tỉ số truyền thực tế của bánh đai lớn: u= d 2 d 1(1−ε ) =

140(1 0,01 − ) =2,3 Sai số so với tỉ số truyền ban đầu:

2.1.5 chọn khoảng cách trục a theo điều kiện:

2.1.6 Chiều dài L của đai được chọn theo điều kiện giới hạn số vòng chạy của min đai trong một giây: l min = v

4 × 690 !14mm Để nối đai ta tăng chiều dài đai L lên một khoảng 100÷400 mm để nối đai

Kiểm tra lại điều kiện L : min L!14 ≥ L min ≥ v i 82mm (đạt yêu cầu) Trong đó: i là số lần uốn của đai trong 1 giây i≤ i max =( 3÷ 5 )

2.1.8 Kiểm tra lại số vòng chạy i của đai trong 1 giây: i= v

2300 =4,5s −1 ≤ [ i ] s −1 (đạt yêu cầu) xác định lại khoảng cách trục a: a= λ+ √ λ 2 −8 ∆ 2

2.1.9 Tính góc ôm đai α1 của bánh đai nhỏ theo công thức:

Góc ôm α1 trên bánh đai dẫn tính theo công thức:

783,55 7 ° điều kiện góc ôm đối với đai vải cao su: α 1 5°≥ 150 ° (đạt yêu cầu)

Khi cần thiết tăng góc ôm đai thì ta tăng khoảng cách trục a hoặc sử dụng bánh căng đai.

Xác định tiết diện đai dẹt:

Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai\

Trong đó: b và δ chiều rộng và chiều dài đai (mm); F là lực vòng(N); K hệ số tảit đ trọng động (bảng 4.7); [σ F ] ứng suất có ích cho phép (Mpa)

Lực vòng được xác định: F t 00 × P 1 (kW ) v(m/s) 00 × 2,2

Chiều dài đai δ cần được chọn theo tỉ số δ/d1, đảm bảo rằng giá trị này không vượt quá mức cho phép nhằm hạn chế ứng suất uốn trong đai và gia tăng tuổi thọ cho đai Cụ thể, tỉ số δ/d1 phải nhỏ hơn hoặc bằng (δ/d1)max Giá trị (δ/d1)max được cung cấp trong bảng 4.8, trong khi đường kính d1 và giá trị δ được lựa chọn theo bảng 4.1.

=0,025(đạt yêu cầu) Ứng suất có ích [σ F ] được xác định theo công thức

[ σ F ]0 ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực đối với các loại đai được xác định theo công thức: [ σ F ]0 =k 1 − k 2 δ d 1

Để chọn ứng suất căng ban đầu cho đai vải cao su, có thể tham khảo giá trị σ 0 = 1,6 MPa Dựa vào bảng 4.9, có thể xác định các hệ số k và k tương ứng với ứng suất cân bằng ban đầu.

C α hệ số kể đến ảnh hưởng bởi góc ôm α 1 của bánh đai nhỏ đến khả năng kéo của đai tra (bảng 4.10):

Với α 1 7° ta chọn được hệ số C α =0,97

C v hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai, trị số C v tra trong (bảng 4.11):

Với vận tốc v,41 m/s ta tra được C v =1

C 0 hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phương pháp căng đai, trị số cho trong (bảng 4.12):

2,04 =¿b7,9 mm chọn chiều rộng của đai theo chiều rộng tiêu chuẩn ở (bảng 4.1)

Vậy chọn chiều rộng đai b@ mm

Lực tác dụng lên trục:

2.2 Tính toán và thiết kế bộ truyền trục vít- bánh vít:

Truyền động trục vít gồm trục vít- bánh vít ăn khớp nhau Nó được dùng truyền động giữa các trục chéo nhau, góc giữa hai trục thường là 90 0

Trong truyền động trục vít, sự chéo nhau của các trục gây ra vận tốc trượt theo hướng dọc ren, dẫn đến trượt dọc răng Hiện tượng này không chỉ làm tăng mất mát do ma sát mà còn giảm hiệu suất và gia tăng nguy cơ dính và mòn Do đó, đặc điểm này cần được xem xét kỹ lưỡng trong quá trình thiết kế truyền động trục vít.

Bộ truyền trục vít, giống như truyền động bánh răng, cũng gặp phải các dạng hỏng như tróc lỗ mặt răng, gẫy răng, mòn và dính, trong đó mòn và dính là nguy hiểm hơn cả Hiện tại, do thiếu phương pháp tính toán dính và mòn hợp lý, việc tính toán bộ truyền trục vít chủ yếu dựa vào độ bền tiếp xúc và độ bền uốn Thông qua thực nghiệm và kinh nghiệm sử dụng, các trị số ứng suất cho phép được điều chỉnh, giúp phòng ngừa dính và hạn chế mòn hiệu quả.

Thiết kế truyền động trục vít bao gồm các bước quan trọng như lựa chọn vật liệu phù hợp, xác định ứng suất cho phép, tiến hành tính toán thiết kế và kiểm nghiệm Sau đó, quyết định kích thước và thông số bộ truyền cuối cùng, và cuối cùng là kiểm tra nhiệt độ để đảm bảo hiệu suất và độ bền của hệ thống.

Trong bộ truyền trục vít, cần lựa chọn vật liệu cho trục vít và bánh vít để đảm bảo hệ số ma sát thấp, bền mòn và giảm nguy cơ dính Do tỉ số truyền lớn và tần số chịu tải của trục vít cao hơn bánh vít, vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn Thực tế, thường sử dụng trục vít bằng thép (hoặc gang) kết hợp với bánh vít bằng đồng thanh hoặc gang.

Bánh vít thường được sản xuất từ các vật liệu có tính năng chống dính và giảm ma sát hiệu quả Những vật liệu này có thể được phân loại thành ba nhóm khác nhau.

- Nhóm III: Gang xám tương đối mềm như C4 12-28, C4 15-32, C4 18-36, dùng thích hợp cho các bộ truyền quay chậm tải thấp với vs < 2m/s.

Trục vít được sản xuất từ thép cacsbo chất lượng cao và thép hợp kim Đối với tải trọng trung bình hoặc nhỏ, thép tôi có độ rắn HB < 350 như thép 45, 50, 35MX có thể được sử dụng để chế tạo trục vít Sau khi cắt ren, trục vít không nên được mài.

Khi tải trọng lớn hoặc trung bình, dùng trục vít chế tạo bằng thép cacbon trung bình

Các loại thép như 45, 40X, 40XH có thể đạt độ rắn từ 50 đến 55 HRC, trong khi thép ít cacbon thấm than có thể đạt độ rắn từ 58 đến 63 HRC (ví dụ: thép 15X, 20X, 12XH3A, 18XTT) Sau quá trình tôi hoặc thăm than, bề mặt ren trục vít sẽ được mài và đánh bóng để đảm bảo chất lượng.

Việc chọn vật liệu cho trục vít và bánh vít phụ thuộc vào tải trọng, vận tốc trượt và khả năng cung cấp vật liệu Đối với tải trọng lớn và vận tốc trượt nhỏ, nên sử dụng đồng thanh nhôm sắt cho bánh vít và thép hợp kim hoặc thép cacbon chất lượng cao cho trục vít, sau khi cắt răng, trục vít cần được tôi hoặc thấm cacbon đạt độ cứng cao (HRC > 45) và sau đó được mài, đánh bóng Lựa chọn vật liệu và công nghệ chế tạo này giúp bộ truyền gọn hơn, tăng khả năng chống dính và giảm mòn mặt ren bánh vít Ngược lại, với tải trọng nhỏ hơn nhưng vận tốc trượt lớn hơn, có thể sử dụng đồng thanh thiếc cho bánh vít và trục vít thép được tôi hoặc thấm cacbon để đạt độ cứng cao.

> 45), được mài và đánh bóng, hoặc được tôi cải thiện với độ rắn thấp hơn (HB = 5 m/s dùng đồng thanh thiếc,s

Khi v < 5 m/s dùng đồng thanh không thiếc và đồng thau,s

Khi v < 2 m/s dùng gang để chế tạo bánh vít.s

2.2.1 Xác định tỷ số truyền: u= n 1 n 2 = ω 1 ω 2 = 634 79,75 ≈8

2.2.2 Dự đoán vận tốc trượt v theo công thức: s v s =(0,02÷0,05)ω 1 =4,5.10 −5 n 1 √ 3 T 2 ¿4,5.10 −5 ×634√ 3 183216 = 1,6 (m/s )

Với n là số vòng quay của trục vít (vg/ph)1

T là momen xoắn trên trục bánh vít (N.mm)2

Do v < 2 m/s nên dùng gang chế tạo bánh vít do vật liệu này tương đối mềm như Cs Ɥ 12-28, C 15-32, C 18-36, dùng thích hợp cho các bộ truyền quay chậm tải thấp.Ɥ Ɥ

Ta chọn C 15-32 làm nguyên liệu chế tạo bánh vít.Ɥ

Theo 7.1 với bánh vít C15-32 có σ b 0 MPa , σ bu 20 MPa , theo bảng 7.2 với cặp vật liệu C15-32 và CT6 ta được [ σ H ] 2 MPa

Với bộ chuyền làm việc một chiều,

1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: [ σ H ]

22 Đối với bánh vít làm bằng gang

Hệ số tuổi thọ: Đối với bánh vít làm bằng gang quay một chiều.

[ σ F ] =0,12 σ bu =0,12 320 8,4 Mpa với σ bu là giới hạn bền uốn của gang

2 Ứng suất cho phép khi quá tải. Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải, cần xác điịnh ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

[ σ H ] max và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [ σ F ] max

Với bánh vít bằng gang:

Tính toán truyền động trục vít về độ bền a Xác định thông số cơ bản

Khoảng cách trục a của bộ truyền trục vít bằng thép ăn khớp với bánh vít bằng gang được w tính theo công thức. a w =( z 2 +q ) × 3 √ ( z 170 2 [ σ H ] ) 2 T 2 q K H

Trong đó: z - số răng bánh vít; z=42 q = d /m - hệ số đường kính trục vít, được tiêu chuẩn hóa theo môđun tiêu chuẩn m1

T2 – mômen xoắn trên trục bánh vít, T = T2 1 ղ(Nmm), với T – mômen xoắn trên trục vít và 1 ղ là hiệu suất.

KH – hệ số tải trọng.

[σH] - ứng suất tiếp cho phép, MPa. Để tính được a ta cần chọn trước các giá trị sau đây:w z2 = u.z1=8.42

Dựa vào z =4 tra vào bảng sau:1 vậy ta chọn sơ bộ = (0,87 ղ ÷ 0,92)

T ừ và T sẽ tính được sơ bộ T :ղ 1 2

Chọn sơ bộ q=0,25 z 2 =¿8 chọn q=8 a w =(32 8 + ) × √ 3 ( 32 122 170 × ) 2 × 23836 8 ×1,2 =¿ 75,75 mm

Lấy a w mm a Môđun dọc của trục vít: m= 2 a w

Lấy theo tiêu chuẩn bảng sau:

Theo tiêu chuẩn trên: chọn m=4 b Hệ số dịch chỉnh được xác định theo công thức: x= a w m −0,5(q +z 2 )= 80

4 −0,5(8+32)=0 Để tránh cắt chân răng và nhọn răng bánh vít trong thực tế ta cần đảm bảo điều kiện (

3 Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đã được thiết kế phải thỏa mãn điều kiện sau: σ H = ( 170 z 2 ) √ ( z 2 a +q w ) 3 T 2 q K H ≤ [ σ H ]

Với a , z và q đã biết, để tính được w 2 σ H cần phải xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] theo v , T theo và hệ số tải trọng Ks 2 ղ H

Vận tốc trượt được tính theo công thức:v s v s = π d w1 n 1

60000 cos(27) =1,19 Trong đó: γ w =arctg [ q +2 z 1 x ] =arctg [ ( 8+ 2× 4 0 ) ] '° d w1 =( q+2 x ) m=(8+2 ×0) ×4 2 mm

Hiệu suất bộ truyền được tính theo công thức: ղ=0,95 tg(γ w ) tg(γ w + φ) =0,95 tg (27) tg (27 5,15 + ) =0,77

Góc ma sát φ được tra trong bảng 7.4 theo chỉ số vận tốc trượt v tùy theo vật liệus bánh vít và độ rắn mặt ren trục vít

K H β – hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng;

K Hv – hệ số tải trọng động;

2max từ công thức (7.25 trang 152) ta có: kt= ∑ T T 2 m

Với θ – hệ số biến dạng trục vít, phụ thuộc vào z và q tra bảng 7.51

=> Tải trọng không thay đổi Để xác định hệ số tải trọng động K H β , trước hết dựa vào v để tra cấp chính xác chế tạos bộ truyền theo bảng 7.6

Ta có v =1,19 m/s nên có cấp chính xác là 9s

Dựa vào cấp chính xác và vận tốc trượt tra K Hv trong bảng 7.7

Kiểm tra sai số vận tốc

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC

Trục là thành phần hỗ trợ các chi tiết quay, bao gồm trục tâm và trục truyền Trục tâm có khả năng quay cùng với các chi tiết lắp trên nó hoặc có thể không quay, chỉ chịu lực ngang và momen uốn.

Trục truyền hoạt động liên tục, có khả năng tiếp nhận đồng thời momen uốn và momen xoắn Trong hộp giảm tốc và hộp tốc độ, các trục truyền đóng vai trò quan trọng.

Đối với hầu hết các trục, chỉ tiêu quan trọng nhất là độ bền, bên cạnh đó còn có độ cứng và độ ổn định dao động, đặc biệt là đối với các trục quay nhanh.

Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước:

- Tính thiết kế trục về độ bền;

- Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi;

- Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng Đối với trục quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động.

Đối với các trục trong thiết bị không quan trọng và chịu tải thấp, có thể sử dụng thép không nhiệt luyện (CT5) để chế tạo Trong trường hợp máy móc quan trọng như hộp giảm tốc hoặc hộp tốc độ chịu tải trung bình, thép 45 thường hóa hoặc thép 40X cải thiện thường được lựa chọn Đối với tải nặng hoặc các trục quay nhanh, thép hợp kim như 20X, 12XH3A, hoặc 18XIT thấm cácbon là lựa chọn tối ưu Theo bảng (6.1 trang 92 tập 1), thép 45 thường hóa có các thông số như kích thước S (mm) ≤ 80, độ rắn HB 170…217, giới hạn bền σ b `0 MPa và giới hạn chảy σ ch 40 MPa.

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

Tính chọn ổ lăn

3.2.1 Chọn phương án bố trí ổ

3.2.2 Tính ổ theo khả năng tải động

3.2.3 Tính ổ theo khả năng tải tĩnh

Tính chọn khớp nối

Tính chọn then

3.2.1 Tính chọn then cho trục I

3.2.2 Tính chọn then cho trục II

3.2.3 Tính chọn then cho trục III

CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP

Thiết kế các chi tiết phụ (chốt định vị, que thăm dầu, bu lông vòng,

CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG

4.1 Thiết kế các kích thước của vỏ hộp

4.2 Thiết kế các chi tiết phụ (chốt định vị, que thăm dầu, bu lông vòng, ) 4.2.1 Tiểu mục

Từ những dữ liệu lựa chọn ban đầu sau:

- Chọn bán kính tuabin sơ bộ: R = 0,5 m

- Trọng lượng riêng của không khí:  = 1,225 kg/m 3 b) Tiểu mục

Các thông số cánh biên dạng NACA 2412 được tính toán như sau:

- Độ cong lớn nhất trên cánh: m = 2% x c = 0,02 x 238,1 = 4,8 (mm) (với chiều dài dây cung c = 238,1 mm).

Chọn các chế độ lắp trong hộp

- Tuabin gió phát ra công suất ổn định ở vận tốc 6 m/s (vận tốc gió để tuabin làm việc ổn định);

Từ những dữ liệu lựa chọn ban đầu sau: [1]

- Chọn bán kính tuabin sơ bộ: R = 0,5 m

- Trọng lượng riêng của không khí:  = 1,225 kg/m [1] 3 b) Tiểu mục

Các thông số cánh biên dạng NACA 2412 được tính toán như sau:

- Độ cong lớn nhất trên cánh: m = 2% x c = 0,02 x 238,1 = 4,8 (mm) (với chiều dài dây cung c = 238,1 mm).

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ

Nghiên cứu thiết kế và chế tạo là một vấn đề cấp bách và quan trọng, đặc biệt trong bối cảnh hiện nay Đã có nhiều nội dung nghiên cứu theo định hướng này và đạt được những kết quả đáng kể.

- Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí;

- Thiết kế các chi tiết truyền động;

- Thiết kế các chi tiết đỡ nối;

- Cấu tạo vỏ hộp, các chi tiết phụ và chọn chế độ lắp trong hộp.

- Kết quả thể hiện trên bản vẽ:

+ Bộ truyền bánh răng/ bánh vít- trục vít;

Do thời gian thực hiện đề tài và ngân sách có hạn, bên cạnh những kết quả đã đạt được, chúng tôi xin đề xuất một số ý kiến nhằm phát triển và hoàn thiện đề tài hơn nữa.

- Mở rộng những đề tài nghiên cứu, thiết kế những hệ thống…

- Nghiên cứu bổ sung hệ thống dẫn động để tăng tỉ số truyền nhưng thiết kế sao cho công suất tổn hao truyền động thấp nhất.